Расчет привода цепного конвейера

`

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ  РАСЧЕТЫ ПРИВОДА. 
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

 

1.1. Разработка  кинематической схемы

 

Согласно техническому заданию и принятому обозначению элементов привода [1] составляем кинематическую схему (Рис.1)

1 – мотор; 2 – клиноременная передача; 3 – червячный редуктор ; 4 – муфта предохранительная фрикционная компенсирующая; 5 – исполнительный механизм с двумя звездочками.

Рис. 1 – Кинематическая схема привода

 

1.2. Определение  частоты вращения вала исполнительного  механизма

Частота n3 , мин – 1, вращения вала исполнительного механизма вычисляется по формуле:

                                                  (1)

 

мин -1

где z – число зубьев ведущей звездочки цепного конвейера;

     t – шаг цепи цепного конвейера.

 

1.3. Определение мощности на валу исполнительного механизма

Мощность P3 , кВт, на валу исполнительного механизма вычисляется в зависимости от исходных данных по формуле:

                                                                (2)

где T3 – вращающий момент на валу исполнительного механизма;

      n3 – частота вращения вала исполнительного механизма.

 

1.4. Определение расчетной мощности на валу двигателя

Расчетная мощность , кВт, на валу двигателя определяется по мощности на валу исполнительного механизма с учетом потерь в приводе:

 ,                                                       (3)

где h - общий КПД привода.

Общий КПД привода вычисляется как произведение КПД отдельных передач, учитывающих потери во всех элементах кинематической цепи привода:

,                                       (4)

- КПД  клиноременной передачи;

- КПД  червячного редуктора, ориентируясь  на среднее значение КПД червячной  передачи, принимаем с последующим  уточнением.

Мощность на валу электродвигателя:

 

1.5. Определение частоты вращения вала

электродвигателя

Частота , мин – 1, вала электродвигателя определяется по формуле:

,                                                            (5)

 где i – передаточное отношение привода.

 Передаточное отношение привода равно произведению передаточных отношений всех передач:

                                    (6)

где  i1 = (2…3) – клиноременная передача;

       i2 = (8…63) – червячного редуктора.

[1, с.11, табл. 1.2]

Принимаем двигатель с синхронной частотой вращения

 

1.6. Выбор электродвигателя

Электродвигатель выбираем по следующим критериям: частота, паспортная мощность, этому соответствует электродвигатель АИР 90L4/1395 с паспортной мощностью 2,2 кВт, частотой вращения электромагнитного поля n1=1395 мин –1. Отношение максимального вращающегося момента к номинальному . (рис. 2)

[2, с. 417, табл. 24.9]

 

Рис. 2 – Эскиз двигателя АИР90L4

 

1.7. Определение передаточного отношения привода 
и разбивка его между ременной передачей и редуктором

Уточняем передаточное отношение привода по формуле (5):

.

Проведем разбивку передаточного отношения привода между ременной передачей и червячным редуктором. Вначале назначим передаточное отношение редуктора i2=40, тогда, исходя из формулы (6):

 

1.8 Определение мощностей, вращающих моментов  
и частот вращения валов

Связь между мощностями и частотами вращения предыдущего и последующего валов выражается зависимостями:

                                                  (7)

, (j = 1,2,…(к–1)),                                      (8)

где к – порядковый номер вала исполнительного механизма, к=3.

Тогда:

Вращающие моменты на валах  определим по формуле:

                                                        (9)

Тогда:

Результаты расчетов сведем в таблицу 2.

Таблица 2

Силовые и кинематические параметры привода

Номер вала	Мощность Р, кВт	Частота вращения  n, мин-1	Вращающий момент  Т, Нм
1	2,08	1395	14,2
2	2	621	31,5
3	1,58	15,08	1000

 

 

 

 

 

 

 

2. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДНОГО ВАЛА

ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО МЕХАНИЗМА

 

2.1. Предварительное определение диаметра вала

Наименьший диаметр вала рассчитаем по формуле:

где [τ]=20 МПа – допускаемое напряжение для тихоходного нагруженного вала.

Учитывая ГОСТ12080-72 и диаметр вала редуктора, примем диаметр выходного конца вала конвейера d=70мм. [3, с.153]

 

2.2. Расчет вала по эквивалентному моменту

Рассчитаем окружное усилие по следующей формуле:

где dд – делительный диаметр звездочки.

где z – число зубьев звездочки;

       t – шаг зубьев звездочки.

Тогда:

Построим эпюры действующих на исполнительный механизм сил и моментов (рис. 4)

Находим силы, действующие на узел звездочек (рисунок 3).

На основании опыта конструирования

 

Рис. 3 – Силы действующие на узел звездочек

 

Расстояние между звездочками принимаем примерно равной 3L=300 мм.

Изгибающий момент:

.

Эквивалентный момент:

.

Напряжение изгиба в опасном сечении:

                                             (13)

где WХ – момент сопротивления изгибу.

 

Рис. 4 – Схема нагружения исполнительного органа

 

,

где d7 =64,75 – диаметр конического выходного конца редуктора в среднем сечении.

Тогда:

.

Напряжение кручения в опасном сечении:

                                                   (14)

где WР – полярный момент сопротивления кручения.

.

Следовательно:

.

Эквивалентное напряжение:

.

Запас прочности по пределу текучести при номинальной нагрузке:

.                                   (15)

Материал вала Сталь 45 по ГОСТ 1050-88. Термообработка – улучшенная (закалка с высоким отпуском). Твердость HB=240…280. Для него σТ=540 МПа. [2, с. 165, табл. 10.2]

Тогда:

.

Запас прочности по пределу текучести обеспечен.

Минимальный запас прочности по пределу текучести, при кратковременных перегрузках:

,                               (16)

где КП – коэффициент перегрузки.

                                                 

                                               (17)

Принимаем КП = 1,3, следовательно:

.

Условие (19) выполняется.

Диаметр посадки подшипника на вал dП=70 мм.

Диаметр посадки звездочки на вал 75 мм.

Принимаем манжету для уплотнения подшипника узлов по ГОСТ 8752-79. (рисунок 5)

Тип 1.

dП = 70 мм.

D1 – выбираем из ряда 65, 72, 75, 80.

 [2, с. 430, табл. 24.26]

 

 

 

2.3. Подбор подшипников качения

Так как работа исполнительного органа зачастую происходит в условиях несоосности, то возьмем подшипник шариковый сферический двухрядный легкой серии №1214 по ГОСТ 28428-90. [2, с.419, табл. 24.12]

d = dП = 70мм;

D = 125 мм;

B = 24 мм;

r= 2,5 мм;

Динамическая грузоподъемность С=34,5 кН.

Рассчитаем срок службы подшипника. Для этого найдем количество оборотов по следующей формуле:

,                                         (18)

где Lna – ресурс подшипника, млн. оборотов.

      а1 – коэффициент надежности для привода общего назначения. примем вероятность безотказной работы 80%. В этом случае а1 = 1.

      а23 – коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств материала деталей подшипника и условий его эксплуатации. Для обычных условий для сферических двухрядных а23 = 0,55. [2, с.108]

P – эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник.

                                              (19)

Fτ = 5160 Н – реакция в опоре;

Kб – коэффициент безопасности, для цепных конвейеров Kб=1,3…1,5. Примем Kб = 1,4; [2, с. 107, табл. 7.4]

КТ – температурный коэффициент, при t<100°С КТ=1;

КЕ – коэффициент режима нагружения, для тяжелого режима КЕ = 0,8. [2, с.108]

Тогда:

Отсюда:

Рассчитаем срок службы в часах:

Срок службы подшипника удовлетворяет данным условиям.

 

3. ПРОЕКТИРОВАНИЕ МУФТЫ ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНАЯ

КОМПЕНСИРУЮЩАЯ

 

3.1. Муфта предохранительная фрикционная

Вращающий момент на валу T3 = 1000 Н∙м.

Диаметр выходного конца вала d = 70 мм.

 

3.1.1. Диаметральные размеры фрикционных дисков

Для расчета муфты вначале зададимся диаметрами дисков.

Наружный диаметр:

Примем DН = 280 мм.

Внутренний диаметр кольца трения:

Примем DВ = 150 мм.

 

3.1.2. Выбор материала фрикционных накладок

Примем фрикционную пару сталь - асбестовая накладка.

[3, с. 204, табл. 5.1]

Коэффициент трения f = 0,3.

Допускаемое давление на трущихся поверхностях [р] = (0,2…0,3) МПа.

Принимаем [р] = 0,25 МПа.

 

3.1.3. Осевое усилие на фрикционные диски

Рассчитаем допустимую осевую силу, от всех пружин:

Принимаем Fа = 10000 Н.

 

3.1.4. Число пар трения

Рассчитаем требуемое количество пар трения:

                                                    (20)

где Тпр – предельный момент, момент при котором муфта начинает буксовать;

      Ттр – момент трения, реализуемая одной парой трения.

где КП = 1,3 – коэффициент кратковременных пиковых перегрузок в приводе.

                                 (21)

где Rпр – приведенный радиус кольца трения.

Тогда:

Следовательно, подставляя найденные значения в формулу (20), получим:

Принимаем z=4

Число ведущих дисков: z1 = z/2 = 4/2 = 2;

Число ведомых дисков: z2 = z1 + 1 = 3.

 

3.1.5. Расчет пружины

Принимаем число пружин n = 8.

Рассчитаем рабочую нагрузку на одну пружину:

Тогда, наименьшая рабочая сила на пружину: